東風EQ1092F型載貨汽車手動三軸式分動器設計含開題及9張CAD圖

東風EQ1092F型載貨汽車手動三軸式分動器設計含開題及9張CAD圖,東風,EQ1092F,載貨,汽車,手動,三軸式分動器,設計,開題,CAD 摘 要 東風EQ1092F型汽車作為我國較先進的軍用和民用汽車，有著廣泛的用途和重要的作用。在多軸驅動的汽車上，為了將輸出的動力合理的分配給各驅動橋，設有分動器。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到個驅動橋，并且進一步增大扭矩。分動器也是一個齒輪傳動系統(tǒng)，它單獨固定在車架上，其輸出軸與分動器的輸出軸用萬向傳動裝置連接，分動器的輸出軸有若干根，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅動橋相連。越野汽車在良好的道路行駛時，為減少功率消耗及傳動系機件和輪胎磨損，一般要切斷通向前橋的動力。在越野行駛時，根據(jù)需要接合前橋并采用低速檔，增加驅動輪數(shù)和驅動力。 本文概述了分動器的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，介紹了分動器領域的最新發(fā)展狀況，對工作原理做了闡述。本設計選用機械式分動器，其具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點。主要說明了三軸式分動器的設計和計算過程，選擇合理的結構方案進行設計，對分動器高低檔齒輪和軸以及軸承做了詳細的設計計算，并進行了受力分析、強度和剛度校核計算，對一些標準件進行了選型以及殼體得設計。 關鍵詞：分動器；三軸式；高低檔；校核；齒輪傳動。 ABSTRACT The DongfengEQ1092 cars are more advanced military and civilian cars, which are used widely and take the important role. In order to output the power to drive axle reasonably we settle transfer case drive in the car. The function of transfer case is output the power which from the gear box to drive axle and increase the torque. T he transfer case is a gear transmission system .It is fixed on the frame alone. The output axis and the transfer case output axis are connected by universal driven device .There are several output axis in transfer case, which link to driving axle by universal driving device .When the cross country vehicle running on the good way ,it always cut down the power to front axle in order to reduce consumption of transmitting mechanism and wheel. According to the need ,the cars connect the front axis and use low speed when in the off-road driving to increase the number of driven wheels and drive power. This paper outlines the transfer case and its further development meanwhile describe the theory of work. This design takes mechanical transfer case. It has a simple structure, high transmission efficiency, low manufacturing cost and working and reliable. Mainly to explain the three-axis sub-actuator design and calculation process, a reasonable choice to design the structure of the program. Accounting the low and high gear of transfer case and drive axis detailedly and analyses the stress and strength . Carrying out the type selected and shell design in a number of standard parts. Keywords: Thansfer; Triaxial type; Check; High low-grade; Gear transmission II 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 緒 論 1 1.1 概述 1 1.2 分動器類型和發(fā)展 1 1.3 分動器的功用及意義 2 1.4 設計內(nèi)容 3 第2章 分動器結構的確定及主要參數(shù)的計算 4 2.1 設計所依據(jù)的主要技術參數(shù) 4 2.2分動器的設計要求 4 2.3 分動器結構方案的選擇 4 2.4 傳動方案 5 2.5 齒輪的安排 5 2.6 換擋結構形式 6 2.7分動器殼體 6 2.8分動器的操縱機構設計 7 2.9 傳動比的計算 7 2.10 中心距A確定 8 2.11 本章小結 9 第3章 分動器的齒輪設計 10 3.1 模數(shù)的確定 10 3.2 齒形壓力角及螺旋角 10 3.3 齒寬 11 3.4 各檔齒輪齒數(shù)的確定 11 3.4.1 低速檔齒輪副齒數(shù)的確定 11 3.4.2 對中心距進行修正 12 3.4.3 確定其他齒輪的齒數(shù) 13 3.5 齒輪損壞的原因和形式 14 3.6 齒輪的材料選擇 15 3.7 齒輪的強度計算 16 3.7.1 輪齒的彎曲應力 16 3.7.2 輪齒觸應接力 19 3.8 本章小結 22 第4章 軸的設計 23 4.1軸的尺寸初選 23 4.2 軸的結構設計 23 4.3 花鍵的形式和尺寸 26 4.4 軸承的設計 26 4.5齒輪和軸上的受力計算 28 4.6 軸的強度校核 30 4.7 本章小結 33 結 論 34 參考文獻 35 致 謝 36 第1章 緒 論 1.1 概述 東風EQ1092F型汽車作為我國較先進的軍用和民用汽車，有著廣泛的用途和重要的作用[17]。越野車需要經(jīng)常在壞路和無路的情況下行駛，尤其是軍用汽車的行駛條件更為惡劣，這就要求增加汽車驅動輪的數(shù)目，因此越野車都采用多軸驅動[15]。例如，如果一輛兩驅驅動的汽車兩個輪子都陷入溝中，那汽車就無法將發(fā)動機的動力通過車輪與地面的摩擦產(chǎn)生驅動力而繼續(xù)前進。而假如這輛車的四個輪子都能產(chǎn)生驅動力的話，那么還有兩個沒陷入溝中的車輪能正常工作，使汽車繼續(xù)行駛。在多軸驅動的汽車上，為了將輸出的動力合理的分配給各驅動橋，設有分動器。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到驅動橋，并且增大扭矩。分動器也是齒輪傳動系統(tǒng)，它單獨固定在車架上，其輸入軸與變速器的輸出軸相連接，分動器的輸出軸有若干個，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅動橋相連[15]。此分動器設有高低檔，以進一步擴大在困難地區(qū)行駛時的傳動比。越野汽車在良好道路行駛時，為減小功率消耗及傳動系機件和輪胎磨損，一般要切斷通前橋動力。在越野行駛時，根據(jù)需要接合前橋并采用低速檔，增加驅動輪數(shù)和驅動力。 1.2 分動器類型和發(fā)展 （1）分時驅動(Part－time 4WD) 這是一種駕駛者可以在兩驅和四驅之間手動選擇的四輪驅動系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面情況，通過接通或斷開分動器來變化兩輪驅動或四輪驅動模式，這也是一般越野車或四驅SUV最常見的驅動模式。最顯著的優(yōu)點是可根據(jù)實際情況來選取驅動模式，比較經(jīng)濟。 （2）全時驅動(Full－time 4WD) 這種傳動系統(tǒng)不需要駕駛人選擇操作，前后車輪永遠維持四輪驅動模式，行駛時將發(fā)動機輸出扭矩按50：50設定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時驅動系統(tǒng)具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時四驅系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。但其缺點也很明顯，那就是比較廢油，經(jīng)濟性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪胎轉速的差異，一旦一個輪胎離開地面，往往會使車輛停滯在那里，不能前進。 （3）適時驅動(Real－time 4WD) 采用適時驅動系統(tǒng)的車輛可以通過電腦來控制選擇適合當下情況的驅動模式。在正常的路面，車輛一般會采用后輪驅動的方式。而一旦遇到路面不良或驅動輪打滑的情況，電腦會自動檢測并立即將發(fā)動機輸出扭矩分配給前排的兩個車輪，自然切換到 四輪驅動狀態(tài)，免除了駕駛人的判斷和手動操作，應用更加簡單。不過，電腦與人腦相比，反應畢竟較慢，而且這樣一來，也缺少了那種一切盡在掌握的征服感和駕駛樂趣。 分動器已經(jīng)發(fā)展到第五代：第一代的分動器基本上為分體結構，直齒輪傳動、雙換檔軸操作、鑄鐵殼體；第二代分動器雖然也是分體結構，但已改為全斜齒齒輪傳動、單換檔軸操作和鋁合金殼體，一定程度上提高了傳動效率、簡便了換檔、降低了噪音與油耗；第三代分動器增加了同步器，使多軸驅動車輛具備在行進中換檔的功能；第四代分動器的重大變化在于采用了聯(lián)體結構以及行星齒輪加鏈傳動，從而優(yōu)化了換檔及大大提高了傳動效率和性能；第五代分動器殼體采用壓鑄鋁合金材料、齒型鏈傳動輸出，其低擋位采用行星斜齒輪機構，使其輕便可靠、傳動效率高、操縱簡單、結構緊湊、噪音更低。分動器的結構特點是前輸出軸傳動系統(tǒng)皆采用低噪聲的多排鏈條傳動。鏈傳動相對齒輪傳動的優(yōu)點有傳動平穩(wěn)、嗓聲小、中心距誤差要求低、軸承負荷較小及防止共振。分動器功能上的特點是轉矩容量大、重量輕、傳動效率高、噪音小、換擋輕便準確，大大改善了多驅動車輛的轉矩分配，進而提高了整車性能。 本設計為EQ1092F型汽車手動三軸式分動器的設計，駕駛者可以在4驅和6驅之間進行手動選擇。東風EQ1092F型汽車是在EQ1090車型的基礎上，對提高整車安全性、可靠性、舒適性等方面采取了重大改進后開發(fā)的車型[17]。提高了軍用汽車的戰(zhàn)術性能，進而提高部隊的戰(zhàn)斗力本車型的分動器選用機械式分動器。機械式具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用[10]。 1.3 分動器的功用及意義 分動器的功用就是將分動器輸出的動力分配到驅動橋，并且增大扭矩。分動器也是齒輪傳動系統(tǒng)，它單獨固定在車架上，其輸入軸與分動器的輸出軸相連接，分動器的輸出軸有若干根，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅動橋相連[3]。 由于越野車輛發(fā)動機輸出的轉矩比較大，即使在高速運轉時仍可輸出較大的轉矩，加上變速箱的傳動比變化范圍較大，能夠很好地滿足車輛的使用要求，因此，依據(jù)越野車的的主要技術指標、發(fā)動機功率、轉速和車輛行駛條件，來確定分動器的結構型式的選擇、設計參數(shù)的選取及各大零部件的設計計算。 1.4 設計內(nèi)容 本次設計主要是依據(jù)東風EQ1092F型汽車的有關參數(shù)，通過分動器各部分參數(shù)的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的三軸式分動器。本設計主要完成下面一些主要工作： (1)掌握汽車分動器結構及工作原理，繪出結構原理簡圖。 (2)確定主要零部件（齒輪、軸等）主要設計參數(shù)，并對關鍵部位進行校核。 (3)確定零部件結構尺寸。 (4)使用AutoCAD完成工程圖紙。 (5)編寫設計說明書 第2章 分動器結構的確定及主要參數(shù)的計算 2.1 設計所依據(jù)的主要技術參數(shù) 本設計是根據(jù)東風EQ1092F型汽車手動三軸式分動器而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型，具體參數(shù)如下所示： 最大輸入轉速：3000r/min； 最小輸入轉速：600r/min； 發(fā)動機最大轉矩 353N·m 最高車速 90km/h 輪胎規(guī)格 9.00-20-12PR 整備質(zhì)量 4310kg 最大載重 5000kg 主減速器傳動比 6.33 分動器高擋傳動比2.05 低擋傳動比1.08 輸入最大轉矩742.44N·m 分動器的主要參數(shù)（中心距、齒輪模數(shù)、軸徑等）選擇可按照變速器的參數(shù)選擇計算公式進行。 2.2分動器的設計要求 分動器也是齒輪傳動系統(tǒng)，它單獨固定在車架上，其輸入軸與分動器的輸出軸相連接，分動器的輸出軸有若干根，分別經(jīng)萬向傳動裝置與各驅動橋相連。汽車全輪驅動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。 對分動器的設計要求要滿足以下幾點： 1） 便于制造、使用、維修以及質(zhì)量輕、尺寸緊湊； 2） 保證汽車必要的動力性和經(jīng)濟性； 3） 換檔迅速、省力、方便； 4） 工作可靠。不得有跳檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； 5） 分動器應有高的工作效率； 6） 分動器的工作噪聲低； 2.3 分動器結構方案的選擇 分動器的結構形式是多種多樣的，各種結構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條件的變化而變化。因此在設計過程中我們應深入實際，收集資料，調(diào)查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產(chǎn)品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。 機械式具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用。本設計采用的結構方案如圖2.1所示 圖 2.1 分動器傳動示意圖 2.4 傳動方案 分動器的設計類比于變速器和減速器的設計。現(xiàn)在汽車大多數(shù)都采用中間軸式變速器，由《汽車構造》中汽車分動器的結構圖，采用輸入軸與后輪輸出軸同軸的形式，輸入軸的后端經(jīng)軸承在后輪輸出軸的軸孔內(nèi)，后輪輸出要經(jīng)過兩對齒輪副的傳遞，因此傳動效率有所降低[15]。 2.5 齒輪的安排 各齒輪副的相對安裝位置，對于整個分動器的結構布置有很大的影響，要考慮到以下幾個方面的要求： 1）整車總布置 根據(jù)整車的總布置，對分動器輸入軸與輸出軸的相對位置和分動器的輪廓形狀以及換擋機構提出要求 2）駕駛員的使用習慣 3）提高平均傳動效率 4）改善齒輪受載狀況 各擋位齒輪在分動器中的位置安排，考慮到齒輪的受載狀況。承受載荷大的低擋齒輪，安置在離軸承較近的方，以減小鈾的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。分動器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高擋齒輪安排在離兩支承較遠處。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小。 2.6 換擋結構形式 目前用于齒輪傳動中的換擋結構形式主要有三種： 1）滑動齒輪換擋 通常是采用滑動直齒輪進行換擋，但也有采用滑動斜齒輪換擋的。滑動直齒輪換擋的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時齒端面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大。所以這種換擋方式，一般僅用在較低的檔位上，例如變速器中的一擋和倒擋。采用滑動斜齒輪換擋，雖有工作平穩(wěn)、承裁能力大、噪聲小的優(yōu)點，但它的換擋仍然避免不了齒端面承受沖擊。 2）嚙合套換擋 用嚙合套換擋，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的接合齒，用來與嚙合套相嚙合。這種結構既具有斜齒輪傳動的優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換擋時，沖擊力集中在1～2個輪齒上的缺陷。因為在換擋時，由嚙合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和接合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。 它的缺點是增大了分動器的軸向尺寸，未能徹底消陳齒輪端面所受到的沖擊。 3）同步器換擋 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕接合齒在換擋時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟性和縮短換擋時間等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性、經(jīng)濟性和山區(qū)行駛的安全性。其缺點是零件增多，結構復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已解決。比如在其工作表面上鍍一層金屬，不僅提高了耐腐性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)。 2.7分動器殼體 殼體采用灰鑄鐵鑄造工藝。 殼體壁厚取10mm；殼體側面的內(nèi)壁與轉動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙；齒輪齒頂?shù)椒謩悠鞯撞恐g留有不小于15mm的間隙。 為了注油和放油，在分動器上設計有注油孔和放油孔。注油孔位置位于殼體的中部，它的作用是加油和油面檢視用。放油孔設計在殼體的最低處，放油螺塞采用永恒磁性螺塞，可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了保持分動器內(nèi)部為大氣壓力，在分動器頂部裝有通氣塞。 2.8分動器的操縱機構設計 分動器的操縱機構為機械式，其高低檔的變換和前橋驅動橋的接合、分離都采用嚙合套和換擋叉式結構，換擋輕便靈活。越野汽車在良好道路行駛時，為減小功率消耗及傳動系機件和輪胎摩擦，一般均切斷通前橋動力。在越野行駛時，若需低速檔動力，則為了防止后橋及中橋超載，應使低速檔動力由所有驅動橋分擔。為此，對分動器操縱機構有如下特殊要求：非先接上前橋，不得掛上低速檔；非先退出低速檔，不得摘下前橋。 2.9 傳動比的計算 為了增強汽車在不好道路的驅動力，目前，四驅車一般用2個檔位的分動器，分為高檔和低檔.本設計也采用2個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件，檔數(shù)和傳動比 （2.1） 式中：----汽車的總傳動比 ----發(fā)動機最大扭矩 ----汽車傳動系的傳動效率 ----車輪的半徑 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （2.2） 式中：φ----路面的附著系數(shù)，計算時取φ=0.6 ----汽車的總質(zhì)量 ----重力加速度 （2.3） 式中：----汽車總傳動比 ----主減速器傳動比 ----變速器一檔傳動比 ----分動器低檔傳動比 故 根據(jù)設計要求 發(fā)動機最大扭矩為353N·m， 齒輪傳動效率為99%，離合器傳動效率為99%，軸承傳動效率為96%故 2.10 中心距A確定 將中間軸與第二軸之間的距離稱為中心距A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對分動器的外形尺寸、體積個質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。分動器的軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置分動器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，分動器中心取得過小，會使分動器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。。 根據(jù)經(jīng)驗公式： （2.4） 式中：為分動器中心距（mm）；KA為中心距系數(shù)，取KA=8.9～12；Temax為輸入最大扭矩（N m）；i低為低速檔傳動比；為分動器傳動效率，取96%。 可確定中心距： 為檢測方便，圓整中心距A=130mm。 2.11 本章小結 本章主要闡述了分動器方案的選擇，根據(jù)各換擋結構形式的優(yōu)缺點選擇換擋形式，通過齒輪的形式確定了傳動的形式，說明了殼體和操縱機構的設計。根據(jù)本車的主要參數(shù)，通過計算確定了輸入轉矩和中心距，為齒輪的齒數(shù)分配及軸的選擇提供了依據(jù)。 第3章 分動器的齒輪設計 3.1 模數(shù)的確定 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求、載荷等。 決定齒輪模數(shù)的因素很多，其中最主要的是載荷的大小。由于高檔齒輪和低檔齒輪載荷不同，股高速擋和低速檔的模數(shù)不宜相同。從加工工藝及維修觀點考慮，同一齒輪機械中的齒輪模數(shù)不宜過多。 所選模數(shù)應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定，。接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。由于工藝上的考慮，同分動器中的結合齒采用同一模數(shù)。選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋。 選取各齒輪副模數(shù)如下： 常嚙合齒輪：mn=4mm； 低速檔：mn=4mm， 高速擋：mn=3mm。 嚙合套采用漸開線齒形，取m=3mm 3.2 齒形壓力角及螺旋角 齒形與分度圓交點的徑向線與該點的齒形切線所夾的銳角被稱為分度圓壓力角 。一般所說的壓力角,都是指分度圓壓力角。 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.1選取。 表3.1 汽車分動器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 ，，， ～ 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 ～ 重型車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 低擋、倒擋齒輪， 小螺旋角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為加大重合度以降低噪聲，應取用小些的壓力角；對于貨車，為提高齒輪承載能力，應取用大些的壓力角。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為，所以分動器齒輪采用的壓力角為。 斜齒輪在分動器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于 時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15°～25°為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。但螺旋角太大，會使軸向力及軸承載荷過大。初選低速檔嚙合齒輪螺旋角β=20°。 3.3 齒寬 齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均勻，因而齒寬不宜太大。通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬b。 （3.1） 式中：－齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪??； －法面模數(shù)。 齒寬可根據(jù)下列公式初選：直齒輪b=(4.5~8.0)m,斜齒輪b=(7.0~8.6)mn。 綜合各個齒輪的情況，均為斜齒輪: 設計b=4×(7.0~8.6)=28~34.4，齒寬均選為30mm。 3.4 各檔齒輪齒數(shù)的確定 3.4.1 低速檔齒輪副齒數(shù)的確定 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 齒數(shù)和： （3.2） 圓整取S=61 根據(jù)經(jīng)驗數(shù)值，一軸低速檔齒輪齒數(shù)在z1=24～28之間選取。通過表3.2對這三個數(shù)值得出的參數(shù)進行比較。 表3.2不同齒數(shù)時傳動比對比 z1 z2 Z3 Z4 I低 24 37 35 26 2.075 25 36 36 25 2.074 26 35 37 24 2.075 27 34 38 23 2.081 28 33 39 22 2.089 通過比較可以得出z1=25，z2=36時，i低=2.074，與設計要求2.05最接近。 所以：z1=25，z2=36 3.4.2 對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)? （3.3） 修正中心距，取A=130。 重新確定螺旋角β，其精確值應為 下面根據(jù)方程組： 確定常嚙合齒輪副齒數(shù)分別為。 重新確定螺旋角β，其精確值為 3.4.3 確定其他齒輪的齒數(shù) 齒輪5為中橋輸出軸齒輪，因此齒輪5與后橋輸出軸齒輪3各參數(shù)應相同。 低速檔齒輪： （3.4） 根據(jù)， 可以得出， 于是可得，圓整取 重新確定螺旋角β，其精確值為 齒輪的設計參數(shù)如表3.3所示： 表3.3 齒輪各參數(shù)數(shù)據(jù) 齒輪 高速檔 低速檔 常嚙合 齒輪齒數(shù) 輸入軸 齒輪6 中間軸 齒輪7 輸入軸 齒輪1 中間軸 齒輪2 輸出軸 齒輪3 中間軸 齒輪4 35 26 25 36 36 25 實際傳動比i 0.745 1.44 1.44 螺旋角β 法面模數(shù)mn（mm） 3 4 4 法面齒頂高系數(shù) 1 1 1 法面頂隙系數(shù) 0.25 0.25 0.25 分度圓壓力角αn 20° 20° 20° 分度圓直徑d（mm） 149.02 110.68 106.56 153.44 153.44 106.56 中心距A（mm） 130 130 130 齒頂高ha（mm） 3 4 4 齒根高hf（mm） 3.75 5 5 齒全高h（mm） 6.75 9 9 有效齒寬b（mm） 30 30 30 當量齒數(shù)zv 55.49 41.32 30.25 43.56 43.56 30.25 3.5 齒輪損壞的原因和形式 齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應力，過渡轉角處又有應力集中，故當齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應力超過材料的許用應力時，輪齒就會斷裂。這種由于強度不夠而產(chǎn)生的斷裂，其斷面為一次性斷裂所呈現(xiàn)的粗狀顆粒面。在汽車分動器中這種情況很少發(fā)生。而最常見的斷裂則是由于在重復載荷作用下使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而逐漸擴展到一定深度后所產(chǎn)生的折斷，其疲勞斷面在疲勞裂縫部分呈光滑表面，而突然斷裂部分呈粗粒狀表面[14]。分動器低擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞強度的形式。齒面長期在脈動的接觸應力作用下，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互擠壓，使充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高，導致裂縫的擴展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面上產(chǎn)生大量的扇形小麻點，即是所謂點蝕。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面出的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。 對于高速重載齒輪，由于齒面相對滑動速度高、接觸壓力大且接觸區(qū)產(chǎn)生高溫而使齒面間的潤滑油膜破壞，使齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式成為齒面膠合。在一般汽車變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的情況較少。 增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，都是提高輪齒彎曲疲勞強度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面強度等，可提高齒面的接觸強度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面強度，選擇適當?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。 3.6 齒輪的材料選擇 1、齒輪材料的選擇原則 (1)滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 (2)合理選擇材料配對 如對硬度≤ 350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 (3)考慮加工工藝及熱處理工藝 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪。 2、齒輪材料的選擇 現(xiàn)代汽車分動器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表面的高硬度與輪齒心部的高韌性相結合，以大大提高其接觸強度、彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮其加工性能及制造成本。 國產(chǎn)汽車分動器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnCr5的。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內(nèi)應力，還要進行回火。 分動器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下： 滲碳層深度0.8～1.2mm 3.5＜＜5 滲碳層深度0.9～1.3mm 滲碳層深度1.0～1.6mm 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。 某些輕型以下的載貨汽車和轎車等分動器的小模數(shù)（）齒輪，采用了40Cr或35Cr鋼并進行表面氰化處理。這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強度指標，氰化鋼熱處理后變形小也是優(yōu)點。但由于氰化層較薄且鋼的含碳量又高，故接觸強度和承載能力均受到限制。 3.7 齒輪的強度計算 與其它機械設備用變速器比較，不同用途汽車的分動器齒輪使用條件是相似的。此外，汽車分動器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支撐方式也基本一致。如汽車分動器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。 3.7.1 輪齒的彎曲應力 （1）直齒輪彎曲應力公式為 (3.5) 式中：－彎曲應力(MPa)； －圓周力(N)，； －計算載荷(N·m)； －節(jié)圓直徑(mm)； －應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； －摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； －齒寬(mm)； －端面齒距(mm)，； －模數(shù)； －齒形系數(shù)，如圖3.1所示 圖3.1齒形系數(shù)圖 因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)代入式后得 (3.6) （2）斜齒輪的彎曲應力公式為 (3.7) 式中：－圓周力()，； －計算載荷(N·m)； －節(jié)圓直徑(mm)，，－法向模數(shù)(mm)，－齒數(shù)，－斜齒輪螺旋角()； －應力集中系數(shù)，； －齒面寬(mm)； －法向齒距(mm)，； －齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖4.1中查得； －重合度影響系數(shù)，。 將上述有關參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應力公式為 (3.8) 當計算載荷取作用到分動器輸入軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa范圍。 當掛上低速檔時傳遞的轉矩最大，因此只要校核低速檔時的彎曲應力就可以了。 掛上低速檔時： 輸入軸傳遞的轉矩 中間軸傳遞的轉矩 低速檔齒輪為斜齒輪，由齒輪的彎曲應力公式為 式中：－齒形系數(shù)。由圖3.1得，。 通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式后得 =194MPa100～250MPa =165MPa100～250Mpa 所以高低速檔的齒輪的彎曲強度均合格。 3.7.2 輪齒接觸應力 (3.9) 式中：－輪齒接觸應力(MPa)； －齒面上的法向力(N)，，為圓周力()，，為計算載荷(N·m)，為節(jié)圓直徑(mm)，為節(jié)點處壓力角()，為齒輪螺旋角()； －齒輪材料的彈性模量(MPa)，MPa； －齒輪接觸的實際寬度(mm)，斜齒輪用代替； 、－主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、，、主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在分動器輸入軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.4。 表3.4 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 低檔時受力分析 低檔時輸入軸受力分析： 低檔時中間軸受力分析： 齒輪的接觸應力公式為 將各參數(shù)代入公式后得 =1128.17MPa1900～2000MPa 高檔時受力分析： 中間軸傳遞的轉矩： 高檔時輸入軸受力分析： 高檔時中間軸受力分析： 將各參數(shù)代入公式后得 =953.97MPa1300～1400MPa 所以高低檔齒輪的接觸強度都合格。 =168MPa100～250MPa =145MPa100～250Mpa 所以高低速檔的齒輪的彎曲強度均合格。 3.8 本章小結 本章主要是對齒輪的模數(shù)、齒形、壓力角及螺旋角的確定，根據(jù)中心距計算了齒輪的基本參數(shù)，確定了齒輪的齒數(shù)，在齒輪的計算中，需要對分動器全面考慮，最大平衡各方面關系，通過對齒輪的校核，完成了對齒輪的設計。 第4章 軸的設計 4.1軸的尺寸初選 分動器在工作時承受著轉矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。設計分動器軸時，其剛度大小應以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)。 分動器輸入軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距按以下公式初選 (4.1) 在已經(jīng)確定了中心距A 后，輸入軸和中間軸中部直徑可以初步確定，d=0.45A=0.45×130mm=58.5mm。在草圖設計過程中，將最大直徑確定為如下數(shù)值：輸入軸dmax=60，中間軸dmax=60mm，輸出軸dmax=70mm。 4.2 軸的結構設計 軸的結構形狀應保證齒輪、嚙合套及軸承等安裝、固定，并與工藝要求有密切關系。 本設計中，輸入軸和低速檔齒輪做成一體，前端通過矩形花鍵安裝半聯(lián)軸器，其后端通過滾針軸承安裝在后橋輸出軸齒輪內(nèi)腔里。高速檔齒輪通過普通平鍵固定在輸入軸上。 中間軸有旋轉式和固定式兩種，本設計中采用旋轉式中間軸。中間軸與嚙合套的齒座做成一體，兩端通過圓錐滾子軸承支撐。高、低速檔齒輪均用滾針軸承安裝在軸上，常嚙合齒輪通過花鍵固定在軸上。 后橋輸出軸與其上齒輪做成一體，齒輪做有內(nèi)腔以安裝輸入軸，齒輪懸臂布置，采用兩個圓錐滾子軸承支撐。 中橋輸出軸上的齒輪用平鍵固定在軸上，與前橋輸出軸對接處做有漸開線花鍵，通過嚙合套可以與前橋輸出軸上的漸開線花鍵聯(lián)接，用以接上、斷開前橋輸出。 各檔齒輪與軸之間有相對旋轉運動的，無論裝滾針軸承、襯套(滑動軸承)還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，不低于0.8，表面硬度不低于HRC58-63。各截面尺寸避免相差懸殊。 （1）輸入軸（圖4.1） 圖4.1 輸入軸 輸入軸的最小直徑在安裝聯(lián)軸器的花鍵處，聯(lián)軸器的計算轉矩，取KA=1.3，則： （4.2） 查《機械設計綜合課程設計》手冊表6-97，選用YL11型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm，故取，，CD段裝有圓錐滾子軸承，查《機械設計綜合課程設計》表6-67選孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承與之配合其尺寸為d×D×T×B×C×a=50mm×90mm×21.75mm×20mm×17mm×20mm，故取DE段固定齒輪，故取，根據(jù)整體結構取FG處是齒輪軸上的紙輪6，分度圓直徑GH段安裝滾針軸承，由于只承受彎矩故可取，滾針軸承尺寸d×D×C=40×45×27。 （2）后橋輸出軸（圖4.2） 為了防止兩軸研合到一起引起兩周對接卡死，輸入軸與后橋輸出軸間留有0.5mm的間隙，IK段是齒輪軸上的齒輪3，分度圓直徑KL段安裝軸承，查表取孔徑70mm的30214型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T×B×C×a=70mm×125mm×26.25mm×24mm×21mm×25.8mm，故，LM段根據(jù)端蓋結構取，MN段安裝軸承，查表選取孔徑為65mm的30213型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T×B×C×a=65mm×120mm×24.75mm×23mm×20mm×23.8mm取NO段安裝輸出軸聯(lián)軸器，取。 圖4.2 后橋輸出軸 （3）中間軸（圖4.3） 圖4.3 中間軸 cd段是嚙合套外齒輪8，分度圓直徑，，嚙合套齒輪8與兩邊的齒輪7、2各留有0.5mm的間隙，齒輪7、2的總齒寬為45mm，齒輪2、4間留有間隙5mm，所以，ab、ef段安裝軸承，取孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承，。 （4）中橋輸出軸（圖4.4） 圖4.4 中橋輸出軸 ef段安裝齒輪5，取，bc、fg段安裝軸承，取孔徑為60mm的30212型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T×B×C×a=60mm×110mm×23.75mm×22mm×19mm×22.3mm，，de、cd段根據(jù)結構取，，ab段漸開線齒輪分度圓直徑，gh段安裝聯(lián)軸器，。 （5）前橋輸出軸（圖4.5） 圖4.5 前橋輸出軸 cd段齒輪分度圓直徑，bc段安裝一對圓錐滾子軸承，取孔徑為50mm的30210型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T×B×C×a=50mm×90mm×21.75mm×20mm×17mm×20mm，ab段安裝聯(lián)軸器，取。 4.3 花鍵的形式和尺寸 輸入軸的花鍵部分直徑可按下式初選，式中K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0～4.6；Temax為最大輸入轉矩（Nm）。d=36.22～41.66mm，根據(jù)《機械設計綜合課程設計》表6-58，取輸入軸矩形花鍵尺寸： 。 其中N為鍵數(shù)，d為小徑，D為大徑，B為鍵寬 其他各花鍵的形式和尺寸根據(jù)軸的結構和尺寸確定，具體參數(shù)列為下。 后橋輸出軸矩形花鍵： ； 前橋輸出軸矩形花鍵： ； 中橋輸出軸矩形花鍵： 4.4 軸承的設計 分動器的軸經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)，常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸承等。軸承的選用受到結構的限制，并隨所承受載荷的特點不同而不同，在此設計中選用圓錐滾子軸承裝于殼體上，軸承的直徑根據(jù)根據(jù)分動器中心距和軸的直徑確定，保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6mm。 軸承的實際的載荷條件常與確定基本額定動載荷時不同。在進行軸承壽命計算時，必須將實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷時的載荷條件相一致的假想載荷，在其作用下的軸承壽命與其實際載荷作用下的相同，這一假想載荷成為當量動載荷，用P表示，因此，軸承的壽命計算必須想求出當量動載荷。 當量動載荷的計算公式為 (4.3) 式中：，－徑向、軸向載荷系數(shù)；，。 －考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，取1.2～1.8，在此取=1.4。 =3708.94N 對汽車軸承壽命的要求是轎車30萬Km，貨車和大客車25萬Km。則軸承的使用預期使用壽命可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程S來計算 (4.4) 式中的汽車平均車速可取。 所以軸承失效前汽車行駛的時間為 而軸承壽命的計算公式為 式中：－壽命系數(shù)，對滾子軸承，； －軸承轉速。 將參數(shù)代入公式后得 =7394.44h 軸軸承的使用壽命符合要求。 4.5齒輪和軸上的受力計算 中間軸傳遞的轉矩： 后橋輸出軸傳遞的轉矩： 輸入軸： 中間軸： 輸出軸： 4.6 軸的強度校核 由結構可看出，后橋輸出軸強度最弱，因此首先對其校核。 根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30214型圓錐滾子軸承，a=25.8mm，因此作為懸臂梁的軸長 L=15mm+10mm+24mm-25.8mm=23.2mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4.6）。 （a） （b） （c） 圖4.6 軸的載荷分析 （d） （e） （f） 圖4.6軸的載荷分析（續(xù)） 由軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出支點處截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的次截面處的MH、MV及M的值列于表4.1。 表4.1 載荷計算 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH=Ft=17959N FNV=Fr=6965N 彎矩M MH=356537.6N mm MV=138272N mm 總彎矩 扭矩T T=1377840N mm 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直平面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的反力后，計算相應的垂向彎矩、水平彎矩。則軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 式中:(MPa)； 為軸的直徑(mm)，花鍵處取內(nèi)徑； 為抗彎截面系數(shù)(mm3) 按彎扭合成應力校核軸的強度，取α=0.6，軸的計算應力 N 軸的材料為20Cr，滲碳淬火，由《機械設計》表15-1查得。因此，故安全。 4.7 本章小結 本章通過對機械式分動器的分析，設計出軸的結構，并設計出的軸選出了匹配的軸承，達到正確的裝配關系，在合理的裝配關系條件下還要進行強度的校核，滿足了設計、使用需要。 結 論 分動器現(xiàn)在已經(jīng)成為軍用車和越野車不可缺少的部分，其主要功能是把變速器輸出動力分配給各驅動橋。機械式分動器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在很多車上有這廣泛的應用。 本設計的主要內(nèi)容是設計東風EQ1092F型汽車分動器，以東風EQ1092F型汽車的整車參數(shù)為依據(jù)，綜合地考慮了使用、經(jīng)濟、工藝、安全性等方面的設計要求，完成了分動器輸入扭矩的計算，傳動方案的確定，殼體和操縱機構的設計，分動器各擋傳動比分配的確定，齒形、、壓力角及螺旋角的確定，分動器齒輪參數(shù)的選擇，分動器各擋齒輪齒數(shù)分配，分動器齒輪的設計計算，分動器軸和軸承的設計計算，利用CAD畫裝配圖和零件圖等設計任務。 參考文獻 [1]孫桓，陳作模，葛文杰.機械原理[M].高等教育出版社，2006,5. 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Modern manual transmissions-innovative solutions for a mature technology.[VDI-Berichte Nr.1943 Germany] 2006 [20]FriedrichEhrlinger.MANUFACTURING TECHNOLOGY & MACHINE TOOL , 2007 致 謝 本次畢業(yè)設計是在導師臧杰耐心指導下完成的，從課題的選擇到設計的最終完成，臧老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，畢業(yè)設計的每一部分都傾注了臧老師大量的心血。除了敬佩臧杰師的專業(yè)水平外，她的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響